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数控 立式 车床 横梁 升降 设计

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学生毕业设计开题报告 题 目：数控单柱立式车床横梁升降箱设计院 校：专 业： 机械电子工程 年 级： 姓 名： 学 号： 指导老师： 徐兰英 本科毕业设计（论文）开题报告院别机电学院专业机械电子工程班级姓名学号联系方式题目 数控单柱立式车床横梁升降箱设计开题申请：（包括选题的意义与目的、研究现状、技术方案、论文提纲、进度安排、参考文献等。）一、选题的意义与目的一个国家数控技术的水平和拥有量是衡量其工业现代化程度衡量国家综合竞争力的重要指标，而数控技术的核心技术正是数控系统。国内数控专家说，虽然我国在低档经济型数控机床的数控系统基本实现了国产化，但在中高档的数控系统方面完全处于累世地位。数控机床是现代制造业的关键设备，一个国家数控机床的产量和技术水平在某种程度上代笔了这个国家制造业技术水平和竞争力。随着世界科技进步和机床工业的发展，数控机床作为机床工业的主流产产品，已经为实现装备制造业现代化的关键设备，是国防军工装备发展的战略物资。数控机床的拥有量及其性能水平的高低，是衡量一个国家综合实力的重要标志。加快发 展机床产业也是我国装备制造业发展的现实要求。因此，致力于解决提高数控设备工业应用水平，实现高速高效加工水平，具有重大现实意义和深远意义。 本次毕业设计的目的就是：通过综合性的车床设计，从而考察学生对专业知识的掌握程度。同时，考察锻炼学生的独立分析思考以及解决设计过程中所碰到的问题。欲想满足的完成本次的毕业设计，就要求我们对机械设计原理、机械传动、机械制造技术基础等专业知识有详细的了解认识。同时，需要我们熟练掌握并运用绘图软件，如AUTOCAD等，在设计过程中，要注意培养 自己的整合信息，分析信息，处理信息的能力。本次毕设，不仅考察了学生的专业知识，更锻炼提高了学生的动手能力，是一次难得的锻炼机会。二、研究概况及发展趋势综述数控技术出现至今的50年。随科技，特别是微电子、计算机技术的进步而断发展。美、德、日三国时当今世界在数控机床科研、设计、制造和使用上，技术最先进、经验最多的国家。最近10多年，随着我国国民经济持续发展，为满足制造业需求，国家每年花费10多亿美元引进数控技术，使我国制造数控设备出现了大幅快速增长的念势。随着新材料和新工艺的出现，对数控机床的要求越来越高，数控机床已经出现与传统机床完全不同的特征和结构。数控机床是现代制造业的关键设备，一个国家数控机床的产量和技术水平在某种程度上就代表这个国家的制造业水平和竞争力。我国数控机床的技术水平、性能利质量与国外还有很大差距，直到目前为止，技术含量较低的简易数控车床仍占主导地位，高档数控机床及功能部件大多数依靠进口。 因此，尽管当前市场活跃、需求旺盛，如果只顾眼前利益，满足于产品有销路，不深入研究国外数控机床的发展趋势，提高自开发能力，积极培育新产品，那么在投资高潮过去以后，我国的机床工业将更加缺乏竞争力。我们正在迈向制造大国，但我们面临一个严峻的挑战：谁来装腔作势备中国的制造业？长期依赖国外技术，我们只能足跨国公司的加工车间，而永远不能成为一个制造强国。随着新材料和新工艺的出现，对数控机床的要求越来越高，数控机床已经出现与传统机床完全不同的特征和结构，中国今后要加速发展数控机床产业，既要深入总结过往的经验教训，切实改善存在的问题，又要认真学习国外的先进经验，沿正确的道路前进。 数控机床的未来发展趋势，概括起来，主要有以下几个方面： （1） 高速化。随着汽车、航空航天工业的发展，铝合金及其他新材料的应用日益广泛，对高速 加工的需求越来越强劲。 （2） 高精度。机床的加工精度，以及其可重复性和可信赖度高，性能长期稳定，能够在不同运 行条件下“保证”零件的加工质量。 （3） 工序集约化。在一台机床上尽可能加工完毕一个零件的所有工序，同时又保持机 床的通 用性，能够迅速适应加工对象的改变。（4） 机床的智能化。加工设备不仅提供“体力”，也有“头脑”，能够在线监测工况、独立自主 地管理自己，并与企业的生产管理系统通信。近年来，我国的数控机床技术取得了相当 大的进步。特别是在通用微机数控领 域，以 PC 平台为基础的国产数控系统，已经走在 了世界前列。但是，我国在数控技术研究和产业发展方面亦存在不少问题，特别是在技 术创新能力、商品化进程、市场占有率等方面情况较为突出。在新世纪到来时，如何有效 解决这些问题，使我国数控领域沿着可持续发展的道路，从整体上全面迈进世界先进行列， 是我们际竞争中举足轻重的地位，将使数控研究开发部门和生产厂家所面临的重要任务。三、基本内容 近年来，我国的数控机床技术取得了相当大的进步。特别是在通用微机数控领域，以PC 平台为基础的国产数控系统，已经走在了世界前列。但是，我国在数控技术研究和产业发展方面亦存在不少问题，特别是在技术创新能力、商品化进程、市场占有率等方面情况较为突出。在新世纪到来时，如何有效解决这些问题，使我国数控领域沿着可持续发展的道路，从整体上全面迈进世界先进行列，是我们在国际竞争中举足轻重的地位，将使数控研究开发部门和生产厂家所面临的重要任务。 四、技术方案(1) 数控单柱立式车床横梁升降箱的传动系统，实质与减速箱的设计方案类似。 (2) 传动系统设计采用圆锥一圆柱齿轮减速器。(3)根据使用条件，由于传动箱是闭式，因此在选择传动齿轮时，考虑用软齿面。(4)为满足同一工作机机械性能要求，往往可采用不同的传动机构，当工作机与原动机之间的速 比不大时，采用单级传动机械装置即可满足要求；但当原动机的输出速度与工作机的输入转 速相差较大时，在它们之间就应采用多级传动机构来变速，这就要求合理的布置多极传动机 构，恰当的采用各种不同的基本传动形式，正确地安排它们在传动链中的顺序排列，以便充 分的发挥它们各自的优势。 五、论文提纲1 绪论 1.1 课题研究的意义 1.2 毕业设计预期目标2 数控机床概述 2.1 数控车床布局及分类 2.2 数控机床的工作原理3 方案选择 3.1 传动系统 3.2电动机的选择4 传动计算 4.1 丝杆选择及相关参数的计算 4.2 传动比的计算与分配 4.3 计算各轴的转速、功率和转矩5 齿轮设计 5.1 第一对齿轮(锥齿直齿轮)的设计 5.2 第二对齿轮(柱齿斜齿轮)的没计 5.3 第三队齿轮(柱齿直齿轮)的设计6 轴系零件的设计 6.1 轴的设计 6.2 轴的校核 6.3 轴承、键和联轴器7 箱体和附加零件设计 7.1 箱体主要设计尺寸 7.2 附件的结构设计8 润滑 8.1 齿轮传动润滑 8.2 滚动轴承的润滑参考文献六、进度安排（包括时间划分和各阶段主要工作内容）2011.12.15 2011.12.31毕业设计任务书下达2012.2.20 2012.3.10开题2012.4.5中期检查2012.5.13 2012.5.18学生交毕业论文（设计）资料，指导教师评定成绩，专业教师评阅论文2012.5.19 2012.5.20论文答辩，成绩终评，资料归档7、 参考文献1熊军.数控机床原理与结构M.人民邮电出版社.2009-4-17.2吴圣庄.金属切削机床M.北京：机械工业出版社.1980-8.3李佳.数控机床及应用M.清华大学出版社.2001-07.4邓奕.数控机床结构与数控编程M.国防工业出版社.2006-2-1.5孙开元，骆素君.常见机构设计及应用图例M.化学工业出版社.2010-7.6成大先.机械设计手册M.化学工业出版社.200l-1.7唐金松.简明机械设计手册M.上海：科学技术出版社.1989-12.8陈锦升.计算机工程制图M.华南理工大学出版社.2004-8.9全国数控网络培训天津分中心.数控机床M.机械工业出版社.2004-2-1.10朱晓春.数控技术.机械工业出版社M.2005-7.11哈尔滨市教育局专用机床设计与制造编写组.专用机床设计与制造M.黑龙江人民出版社.1979.12濮良贵，纪名刚.机械设计M.高等教育出版社. 2006-5.13全国机床标准化技术委员会.中国机械工业标准汇编M.中国标准出社.2004-1.14陈立德.机械设计基础M.北京：高等教育出版社.2008-2.15陈立德.机械设计基础课程设计指导书M.北京：高等教育出版社.2007-8.16孙翰英.数控加工中的误差来源分析J.现代制造技术与装备.2006，（6）：35-37.17赵仲琪关于高档数控机床关键功能部件可靠性技术研究的探讨J.数控机床市场2006（11）：22-25.18黄春仙.模拟减速器在课程设计中的作用J.现代教育教学探索.2009，（9）:45-47.19冯剑青.CAD技术在机床设计中的新发展J.制造技术与机床.1992,(1):34. 20庞林花.数控机床市场调查报告J.机电新产品导报.2003,(Z1).21吴义荣,林雨.我国数控技术与产业的现状、发展趋势及对策J.锻压装备与制造技术.2005,(02).22Hsu-Pin Wang，Jian-kang Li.Computer-Aided Process PlanningJ.Elsevier.Advances in industrial engineering.1991，（13）：178-179.指导教师意见： 指导教师签名： 年 月 日教研室或系审核意见： 教研室（系）主任签名： 年 月 日备注：本开题报告须装入学生的毕业设计（论文）档案袋存档。5题目：数控单柱立式车床横梁升降箱设计,学生姓名： 学 号： 指导老师：,毕业设计,设计思路,方案选择,论文框架,润滑,齿轮设计,轴系零件的设计,箱体和附加零件设计,方案选择,目标车床型号：CK53100 传动系统 根据车床特点： 锥齿-柱齿传动 电动机的选择,1,2,3,3,传动计算,传动相关参数的计算 根据车床满载（80t）、横 梁速度0.3m/s计算输出轴的 转速和功率，再根据传动 的效率计算电动机的功率、 确定转速。 传动比的计算与分配 计算各轴的转速、功率和转矩,1,2,3,3,齿轮设计（三对：锥齿-柱齿传动）,选材料，表面处理方式 按接触疲劳强度计算出分度 圆直径，再按公式算其 他尺寸 按弯曲强度校核：计算出齿 根应力与许用应力比较,1,2,3,3,轴系零件的设计,按扭转强度计算最小轴径 轴承、键和联轴器（按轴径、转 速、转矩选取） 根据与齿轮、轴承配合所画出的 装配图设计轴结构 根据轴上的受力算当量弯矩（按 弯矩组合强度校核轴）,1,2,3,3,4,箱体和附加零件设计,箱体主要设计尺寸 附件的结构设计 轴承端盖、调整垫片 密封圈、 轴轴承套 圆螺母、挡油环 定距轴环、 通气器 窥视孔盖、油标 放油螺塞、起吊装置,1,2,润滑,齿轮传动润滑 滚动轴承的润滑,1,2,谢谢大家！,毕 业 设 计（论 文） 题目：数控单柱立式车床横梁升降箱设计 （英文）：The design of CNC single-column vertical lathe crossbeam lifting box 院 别： 机电学院 专 业： 机械电子工程 姓 名： 学 号： 指导教师： 日 期： 数控单柱立式车床横梁升降箱设计摘要 数控机床是实现加工工艺过程自动化的最重要措施之一，它不仅能够提高产品的质量，提高生产效率，降低成产成本，还能够加大改善工人的劳动条件。 采用数控机床可以提高零件的加工精度，稳定产品的质量。可以消除加工过程中的操作误差。数控装备是以数控技术为代表的新技术对传统制造业和新兴制造业的渗透形成的机电一体化产品，即所谓的数字化装备。数控技术的发展对我国工业的发展有重要作用。 本篇分为八部分，围绕着车床传动系统的设计选择，主要讲解了数控机床的基本布局原理及机构特点，传动系统的方案确定，齿轮选择校核，轴的设计等。这里论述了传动系统装置布置，传动比的最佳分配，齿轮的设计及校核。轴的设计，以及齿轮相关系数的去定，轴的安装及校核。 关键词：齿轮；轴；传动系统 The design of CNC single-column vertical lathe crossbeam lifting boxAbstract CNC machine tool machining process automation is one of the most important measures, it can not only improve the quality of products, improve production efficiency, reduce the production cost, but also can improve the labor condition of workers. The use of CNC machine tools can improve the machining precision, the stability of product quality.Can be eliminated in the process of operation error.CNC equipment is based on CNC technology as the representative of the new technology on traditional manufacturing industry and burgeoning manufacturing industry to penetrate the formation of integration of mechanical and electrical products, the so-called digital equipment.The development of numerical control technology to Chinas industrial development has an important role in. This article is divided into eight parts, around a lathe transmission system design, mainly on the CNC machines basic layout principle and characteristics of the organization, transmission system scheme, gear selection check, shaft design.This paper discusses the transmission system arrangement, optimum distribution of transmission ratio, gear design and verification.Design of shafts and gears, correlation coefficient to decide, shaft installation and checking. Key Words：Gear；Shaft；Transmission system目录1 绪论11.1 课题研究的意义11.2 毕业设计预期目标12 数控机床概述32.1 数控车床布局及分类32.2 数控机床的工作原理33 方案选择53.1 传动系统53.1.1 机械传动基本形式的特点及其选用63.1.2 传动系统基本比较组合63.1.3 传动方案的确定73.2电动机的选择83.2.1 选择电动机应综合考虑的问题83.2.2 电动机类型选择93.2.3 电动机功率计算及选择104 传动计算134.1 丝杆选择及相关参数的计算134.1.1 丝杆落幕传动的特点及应用134.1.2 丝杆螺母传动分类134.1.3 丝杠螺母转动的导程，效率和驱动扭矩的计算144.2 传动比的计算与分配154.3 计算各轴的转速、功率和转矩164.3.1 各轴的转速的计算164.3.2 各轴的输出功率164.3.3 各轴的转矩165 齿轮设计175.1 第一对齿轮(锥齿直齿轮)的设计175.2 第二对齿轮(柱齿斜齿轮)的没计185.3 第三队齿轮(柱齿直齿轮)的设计206 轴系零件的设计236.1 轴的设计236.2 轴的校核256.2.1 轴校核256.2.2 轴校核286.2.3 轴校核316.2.4 轴校核346.3 轴承、键和联轴器376.3.1 轴承376.3.2 键联接的选择和校核406.3.3 联轴器的选择417 箱体和附加零件设计427.1 箱体主要设计尺寸427.2 附件的结构设计437.2.1 轴承端盖、调整垫片和密封圈437.2.2 轴轴承套杯和轴上圆螺母467.2.3 挡油环467.2.4 定距轴环477.2.5 通气器和窥视孔盖477.2.6 油标487.2.7 放油螺塞497.2.8 起吊装置498 润滑518.1 齿轮传动润滑518.2 滚动轴承的润滑51总结52参考文献53致谢54附录55数控单柱立式车床横梁升降箱设计1 绪论 1.1 课题研究的意义 一个国家数控技术的水平和拥有量是衡量其工业现代化程度。衡量国家综合竞争力的重要指标，而数控技术的核心技术正是数控系统。国内数控专家说，虽然我国在低档经济型数控机床的数控系统基本实现了国产化，但在中高档的数控系统方面完全处于累世地位。 今年来我国企业的数控机床占有率逐年上升，在大中型企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也普遍开始使用。在这些数控机床中，除少量机床以FMS模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且相当部分处于使用效率不高，管理方式落后的状态。我国出口增幅较大的数控机床、数控磨床、数控特种加工机床、数控剪板机、数控成形折弯机、数控压铸机等，普通机床有钻床、锯床、插床啦床、组合机床、液压压力机、木工机床等。出口的数控机床品种以中低档为主20。 中国的制造业一定要实现从打过的强国，从低端到高端，从中国制造中国创造的转变。制造技术实现这一转变一是要高技术化，二是要技术升级。数控机床是现代制造业的关键设备，一个国家数控机床的产量和技术水平在某种程度上代笔了这个国家制造业技术水平和竞争力。 随着世界科技进步和机床工业的发展，数控机床作为机床工业的主流产产品，已经为实现装备制造业现代化的关键设备，是国防军工装备发展的战略物资。数控机床的拥有量及其性能水平的高低，是衡量一个国家综合实力的重要标志。加快发展机床产业也是我国装备制造业发展的现实要求。因此，致力于解决提高数控设备工业应用水平，实现高速高效加工水平，具有重大现实意义和深远意义21。1.2 毕业设计预期目标 本次毕业设计的目的就是：通过综合性的车床设计，从而考察学生对专业知识的掌握程度。同时，考察锻炼学生的独立分析思考以及解决设计过程中所碰到的问题。欲想满足的完成本次的毕业设计，就要求我们对机械设计原理、机械传动、机械制造技术基础等专业知识有详细的了解认识。同时，需要我们熟练掌握并运用绘图软件，如AUTOCAD等，在设计过程中，要注意培养 自己的整合信息，分析信息，处理信息的能力。本次毕设，不仅考察了学生的专业知识，更锻炼提高了学生的动手能力，是一次难得的锻炼机会。2 数控机床概述数控机床又称为 CNC(Computer Numerical Control)车床，即用计算机数字控制的车床。卧式车床是靠手工操作来完成各种切削加工，而数控车床是将编制好的加工程序输入到数控系统中，由数控系统通过车床X，坐标轴的伺服电动机去控Z制车床进而安排运动部件的动作顺序，移动量和进给速度，再配以主轴的转速和转向，便能加工出各种形状不同的轴类或盘类等回转体零件。因此，数控车床是目前使用最为广泛的数控车床12。2.1 数控车床布局及分类 (A)数控车床的布局数控车床的主轴，尾坐等部件相对床身的布局形式与卧式车床丛本一致，而刀架和导轨的布局形式发生了根本的变化，这是因为刀架和导轨的布局形式直接影响数控车床的实用性能及车床的结构和外观所致，另外，数控车床上都设有封闭的防护装装置1。 (B)数控车床的分类 随着数控车床制造技术的不断发展，形成了产品繁多，规格不一的局面，对数控车床的分类可以采用不同的方法： 按数控系统的功能分：全功能型数控车床和经济性数控车床。 按主轴的配置形式分类 ： (1)卧式数控车床：主轴轴线处于水平位置的数控车床。 (2)立式数控车床：主轴轴线处于垂直位置的数控车床。还有具有两根主轴的车床，成为双轴卧式数控车床或双轴立式数控车床。 按数控系统控制的轴数分类： (1)两轴控制的数控车床：机床山只有一个回转刀架，可实现两坐标轴控制。 (2)四轴控制的数控车床：机床上有两个独立的回转刀架，可实现四轴控制。对于车削中心或柔性制造单元，还要增加其他的附加坐标轴来满足机床的功能。目前，我国使用较多的是中小规格的两坐标连续控制的数控车床1。2.2 数控机床的工作原理 控制介质：对数控机床进行控制，必须在人与机床之间建立某种关系，这种联系物质称为控制介质。常见的控制介质有穿孔带，穿孔卡和磁带等，在控制介质上存储着零件加工过程中所需见的安全数据和指令。 数控装置：数控装置是数控机床的核心，它是根据光电读带机输送来的指令和数据码进行泽码，运算，寄存及控制，并将其结果输送到机床各个坐标的伺服系统，用以驱动机床运动。数控机床一般由译码器、运算器、存储器、控制器、显示器、输入装置及输出装置等组成。如图2.1所示：图2.1 数控装置逻辑框图4 伺服系统：伺服系统使数控机床的重要组成部分。它用来接受数控装置输出的指令信息并经功率放大后，带动机床移动部件作精确定位或按照规定的轨迹和速度运动，使机床加工符合图样要求的零件。由于伺服系统是数控机床的关键部件，它的伺服精度和动态响应将直接影响数控机床的加工精度，表面粗糙度及生产效率，伺服系统包括驱动装置和执行机构两大部分。 机床：数控机床为满足数控技术的特点和充分发挥数控机床的他点，在机床整体布局，传动系统，刀具系统，操作系统以及结构等方面，与普通机床有很大变化。因此，需要进行对比和分析，以便使数控机床发挥它最佳的经济效益3。3 方案选择 本次设计对象选CK53100数控单柱立式车的横梁升降箱，使用寿命10年（19200h）。 表3.1 CK53100数控单柱立式车床主要技术参数表3最大车切直径 10m工件最大重量规定工作台转速下 80t任何工作台转速下 25t最大车切工件高度 3m工作台直径 5m刀架滑枕最大行程 1.5m刀架水平移动最大行程 3.6m刀架滑枕断面尺寸 240X280（mm*mm）刀架最大切削力 60KN工作台转速范围 0.19937.99(r/min)工作台最大转矩 160KN*m刀架进给范围垂直 0.16400mm/min水平 0.0150mm/minX、Z轴进给最小给定值 0.0012mmX、Z快速移动速度 3m/min横梁升降行程 3250mm横梁升降速度 300mm/min3.1 传动系统 当原动机的输出转速，转矩，运动形式和输出轴的几何位置完全适合工作机的输入要求时，可以采用联轴器将它们直接连接，否则必须采用传动系统装筒。机械传动系统装置的设计是一项比较复杂的工作。在传动装制设计之前必须首 先确定好机械系统的传动方案。为了能设计出好的传动方案，不仅需要对各种传动形式的性能，运动，工作特点和适用场合等有较深入全面的了解，而且需要准备具备比较丰富的实际工作知识和设计经验9。3.1.1 机械传动基本形式的特点及其选用 （1）摩擦轮传动：摩擦轮传动的特点时运转平稳，噪声小，可在运转中平稳地调整传动比，有过载保护作用，结构简单。摩擦轮传动可用于摩擦压力机，摩擦绞年，机械无极变速器以及各种仪器等。 （2）带传动：带传动的特点是主动从动轮的轴间距离大，工作平稳，噪声小，能缓和冲击吸收震动。摩擦性带动有过载保护作用，结构简单，成本低，安装方便，但外形轮廓较大。 （3）链传动：链传动的特点是主、从动轮间距范围大，平均转动比恒定，对恶劣环境的一定的适应能力，工作可靠，轴压力，但转动的速度不均匀，高速时不如带转动平稳(齿形链较好)。链条工作时，特别是因磨损导致伸长后，容易引起共振和掉链，需增设张紧和减撼技置。 （4）齿轮传动：齿轮传动承载能力高，速度范围大，瞬时转动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，是所有机械传动形式中最为常见的一种传动形式，利于非圆齿轮还可实现变传动比传动，齿轮传动对制造和安装的精度低时，运转有噪声，易外齿轮传动亦无过载保护作用。 （5）蜗杆传动：蜗杆传动的主要特点是结构紧凑，单级传动能得到很大的传动比，传动平稳，无噪声，单头蜗杆可制成自锁机构。 （6）螺旋传动：螺旋传动是一种将旋转运动变成直线运动的机械传动形式，能以较小的扭矩得到很大的轴向力，结构简单，传动平稳，无噪声，滑动螺旋可制成自锁机构。螺旋传动广泛应用于螺旋压力机、千斤顶、金属切削机床的传导螺旋和传力螺旋，汽车，拖拉机的转向机构等，以实现微调和微调位移。 通常对于给定的条件，可以设计出各种类型的传动，因此必须就传动效率，重量，外形尺寸，制造以及费用等方面将各种可能的动方案进行比较，从其中选出一个最有利的方案4。3.1.2 传动系统基本比较组合 为满足同一工作机机械性能要求，往往可采用不同的传动机构，当工作机与原动机之间的速比不大时，采用单级传动机械装置即可满足要求；但当原动机的输出速度与工作机的输入转速相差较大时，在它们之间就应采用多级传动机构来变速，这就要求合理的布置多极传动机构，恰当的采用各种不同的基本传动形式，正确地 安排它们在传动链中的顺序排列，以便充分的发挥它们各自的优势。实现多级传动的方案多种多样，但其基本组合依据机械传动基水类型的特点不外乎有几种，如图3.1所示，进行传动系统组合时，应注意以下几点原则： 图3.1 传动系统 （1）带传动具有传动平稳，吸震等特点，且能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，因此在传的功率不变的前提下，带速较低时，故为了减小带动转动装置的尺寸和重量，应将其布置在高速级。 （2）齿轮传动具有承载能力大，传动效率高，允许速度高，结构紧凑，寿命长等特点，在机械传动方案设计时一般应首先考虑选用齿轮转动，由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故高速级或要求传动平稳的场合，宜采用斜齿圆柱齿轮传动，而对于锥齿轮传动，当其结构尺寸太大时，加工困难，承载不均匀现象严重，因此应将其布置在高速级，并限制其传动比，达到控制其结构尺寸的目的。 （3）开式齿轮传动，由于润滑条件和工作环境恶劣，磨损快，寿命短，故应将其布置在低速级。从上诉的传动系统基本组合，可以看出减速器时传动装置中应用最广的部件。不同形式的齿轮依据不同的布置方式即可获得不同的传动方案11 。3.1.3 传动方案的确定 方案一：如图3.2。优点：展开式圆柱齿轮减速器是减速器中最简单的，也是应用最广泛的结构；缺点：齿轮相对于轴承位置不对称。当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此需要轴应设计得具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。图3.2 圆柱齿轮传动 方案二：如图3.3。是圆锥-圆柱齿轮减速器，适用于输入轴与输出轴轴线垂直线相交的场合。同时，锥齿轮传速可以允许有高速传动，变化范围大，传动精确。图 3.3 圆锥-圆柱齿轮传动综上考虑，选用传动方案二5。3.2电动机的选择 3.2.1 选择电动机应综合考虑的问题 （1）根据机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动，制动，反转，调速等要求，选择电动机类型。 （2）根据负载转矩，速度变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的升温限制，过载能力和启动转矩，选择电动机功率，并确定冷却通风方式。所选电动机功率应有余量，负荷率一般取0.80.9过大的备用功率会使电机效率低，对于感应电动机，其功率数将变坏，并使按电动机最大转矩校核强度的生产机械造价提高。 （3）根抓使刚场所的环境条件，如温度，湿度，灰度，雨水，瓦斯以及腐蚀和易燃易爆气体等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构型式。 （4）根据企业的电网电压标准和对功率因数的要求，以及机械减迷机构的复杂程度，选择电动机额定转速。除此之外，选择电动机还必须符合节能要求，考虑运行可靠性，设备的供货情况，备品备件的通用性，安装检修的难易，以及产品价格，建设赞用，运行和维修费用，生产过程中前后期电动机功率变化关系等各种因素。选择电动机的顺序，一般可参考图3.4进行12。图3.4 电动机选择顺序3.2.2 电动机类型选择电动机类型选择见表3.2 （1）对于小功率机械，或启动次数较多而电容量不大易受冲击时，不易采用同步电动机。 （2）对于大中型机械，当电网容量不大时，不宜选用笼型电动机，而选用绕线型电动机。 （3）异步电动机需带调速装置。表3.2 电动机类型6负载类别选用电动机恒转矩和通风机负载特性的机械选用机械特性为便特性的电动机恒功率负载特性的机械选用调励磁变速直流电动机或带有机械变速的就留异步电动机无调速要求的机械负载平稳,对启动,制动无特殊要求的长期运行的机械小功率普通笼型电动机大功率同步电动机带周期性变动负载的机械(如带飞轮)活启动条件沉重时大中功率绕线性型电动机小功率,经过载能力机启动条件校验过高转差率电动机某些断续运行的机械虽无调速要求,但采用交流电动机在发热启动,制动特性等方面不能满足要求活技术经济指标过低时采用直流电动机需要调速的机械只要求几种转速的小功率机械采用变换定子技术的多苏笼型电动机对调速平化程度要求不高,且调速比不是很大时绕线型电动机或电磁调速电动机调速范围在1:3以上许连续稳定平滑调速的机械直流电动机活变频调速电动机需启动转矩大的机械(如电车,牵应车)直流串励电动机某些特殊场所(如要求防爆)又需要平滑调速时由变频电源供电的笼型电机某些要求调速范围不大(1:2左右)的大功率机械以及无频繁启动,制动要求和无冲击性负载的机械带有串级调速装置的绕线型电动机要求调速范围不大,具有恒功率负载特性的机械机械电器联合调速形式3.2.3 电动机功率计算及选择 计算电动机功率时，根据要求查机械的负载功率初选电动机功率首先算出(或通过实测及对比得出)生产机械静阻负载图如图3.5所示。 图3.5 电动机转矩负载图Td=f(t)及速度图nD=f(t)6 然后根据公式初步计算电动机轴功率，根据计算功率并考虑一定的余量再初选电动机功率，随着调速范围和启动频繁程度的提高，余量系数也随之加大。因此，选用方案二，圆锥圆柱齿轮减速传动结构。 为了验算初选电动机是否合适，需要根据负载特性状态生产机械的工艺参数和初选电动机的参数，计算出电动机动态转矩和加减速时间，绘制电动机转矩负载图Td=f(t)或负载功率图P=f(t) （1）升降箱所受重力：G=809.81000=7.84l05N （3.1） 所受摩擦力：f=G(=0.10.5，取=0.1) （3.2） 轴向力：F=G+f=862400N （2）工作机所需输入功率：Pw=Fv/1000 （3.3） =v/1000=43.12kw （3）电动机所需功率：Pd=Pw/=51.2kw （3.4）为传动装置的总效率：=122ab3c=0.8421为圆柱齿轮传动效率，考虑本设计需用精度较高,采用7级精度(油润滑)，0.982为锥齿轮传动效率，采用7级精度(油润滑),0.97a为联轴器的效率，0.99b为滚动轴承的效率0.98c为丝杆效率，取0.99查6表17-1-35初选功率为55KW的三向异步电动机Y315M-10，参数如表3.3所示：表3.3 Y315M-10参数表6型号额定功率(KW)额定电流(A)转速(r/min)效率(%)功率因数(cosu)最大转矩额电转电小转速额定转噪声/dB震动速度(mm/s)重量(B3)kg1级2级Y315M-105516459092.50.752.01.482872.811204 传动计算4.1 丝杆选择及相关参数的计算4.1.1 丝杆落幕传动的特点及应用 丝杆螺母传动的特点是：(1)用较小的扭距转动丝杆(或螺母)，可使螺母(或丝杆)获得较大的轴向牵引力。(2)可达到很大的降速传动比，使降速机构大为简化，传动链得以缩短。(3)能达到较大的传动精度。用于进给机构时，还可兼作测量元件，通过刻度船 读出直线唯一的尺寸，最小读数值可达0.001mm(4)传动平稳，无噪声。(5)在一定条件下能辎锁，即丝杆螺母不能进行逆传动。适川于做部件升降传动， 可防止部件因自重而自动降落11。4.1.2 丝杆螺母传动分类 机床常用丝杆螺母传动的分类、及各自应应用特点见表4.1。 根据丝杆性能分析比较，及本设计中工作要求，选用静压丝杆。表4.1 丝杠螺母转动的分类，优缺点及应用6分类螺母类型缺点优点应用滑动丝杠螺母传动（1） 半螺母（2） 开合螺母（3）单个整流体（4）双螺母（1）滑动摩擦阻力大，亦磨损（2）传动效率低（1）结构简单，加工方便，成本低廉（2）在一定条件下（螺纹升角摩擦角）能自锁广泛用于一般机床上的进给，调整和定位机构滚珠丝杠螺母传动（1） 单螺母（2）双螺母（1）加工较复杂，成本较高（2）结构较复杂，安装调整较困难（3）不能自锁（1）滚动摩擦系数小，传动效率高（2）动作灵敏，能进行逆传动（3）磨损小，精度保持性好（4）运动平稳用于精密机床，数控机床等的进给机构滚动螺母丝杠传动螺母由三个滚动组成（滚柱的外圆是没有螺纹升角的环形齿圈）（1）由三个滚柱构的螺母，结构较复杂，体积较大（2）精度，寿命均不及滚柱丝杠螺母传动高（1）用滚动摩擦代替部分滑动摩擦，传动效率比滑动丝杠螺母高，但不及滚珠（2）制造比滚柱丝杠螺母较容易用于平面磨床魔头的垂直进给机构，亦有用于数控机床（代替滚珠丝柱杆螺母传动）液体静压丝杠螺母传动单个整体螺母（在螺母的螺纹面上开有通压力油的油腔）（1） 螺母结构复杂，加工困难，对螺母的螺纹直径，螺距大小均有限制（2） 需要一套过滤良好的供油装置（3）安装调整较困难（4）不能自锁（1）丝杠螺母油高刚度的油膜，能使现无间隙正反相传动，定位精度高（2）油膜有平均丝杠螺母制造误差的作用，大大提高了丝杠的传动精度（3）承载能力大，刚度高，抗震性好，传动平稳（4）液体摩擦系数小，传动效率高，寿命长用于传动精度高，定位精度准确及传动效率要求较高的机床（高精度螺纹磨床，非圆齿轮插齿机，重型机床等）4.1.3 丝杠螺母转动的导程，效率和驱动扭矩的计算(1)导程Sd2=0.65=182mm （4.1） 丝杠螺母传动时，当回转件的转速为n(rmin)，移动件的线速为v(mmmin)，则丝杠的导程S为：S=300L/n=300L/nw （4.2） 查6表3-4-7，由于是低速，且润滑良好，材料是钢，故，P=7.513MPa，取P=l0MPa。 查6表5-7-6，丝杠的外径，t=10mm，相关参数如下表4.2。表4.2 丝杠相关参数一览表导程S（mm）丝杠的外径d（mm）丝杠的内径d1（mm）螺母的外径d（mm）螺母的内径d1（mm）丝杠断面积A（cm2）螺纹的升角r丝杠断面积惯性矩In（cm4）断面惯性起I（cm4）182200189201190180.550.56.5125276479.8 螺纹头数为k，则L=kt，t为螺距，查6表5-7-6，得丝杠得螺距为t=10mm。当k=1时，s=t=10mm，nw=16.48，取16.5r/min螺母高度：H=d2=2182=364mm ，根据螺母形式选取，取2 （4.3）螺纹的工作高度：h=0.5t=5mm （4.4）工作压强：P=6.92P，z是n旋合圈数 （4.5）满足耐磨性的使用要求，其中：p-当量摩擦角，r-中径处的螺纹升角d中一螺纹中径(mm)，P-当量摩擦角(deg)，(对静压丝杠)B-螺纹牙型半角(deg)，a-滚珠与滚道的接触角(deg)，一般a=45d-滚珠直径(mm)，f-为液体摩擦系数(f=00004)，z-是n旋合圈数。4.2 传动比的计算与分配 （1）传动比的分配原则 在设计多级传动的传动装置时，各级传动比的分配，直接影响减速器的承载能力和使用寿命。传动比分配得不合理、会造成结构尺寸大、相互尺寸大、相互尺寸不协调、润滑不良、成本高、制造和安装不方便，因此，分配传动比时，应考虑下列机电原则：1各种传动的没几传动比应在推荐值的范围内。2各级传动比应使传动装置尺寸协调，结构匀称，不发生干涉现象。3色合计双级圆柱齿轮减速器时，应尽量使高级和低速级的齿轮强度接近相等， 即按等强度原则分配传动比。 当减速器内齿轮采用油池融化时，为使各级大齿轮侵油深度合理，各级齿轮直径应相差不大，以避免低速级大齿轮侵油过深，增加搅油损失。（2）传动比计算 传动装置的总传动比i，根据电动机的满载转速n=590r/min和工作机所需转速nm=15r/min,按下式计算14：i=590/16.5=35.75（3）传动比分配14按传动比分配原则锥齿(23)，取i1=2.5柱齿（35），取i2=4；i3=3.5754.3 计算各轴的转速、功率和转矩 4.3.1 各轴的转速的计算 各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比计算，由传动比得各轴的转速：n1=590r/minn2=590/2.5=236r/minn3=236/4=59r/minn4=59/3.575=16.5r/min4.3.2 各轴的输出功率p1=pab=550.990.98=53.361Kwp2=p11b=53.3610.970.98=50.724Kwp3=p22b=50.7240.980.98=48.716Kwp4=p33b=48.7160.980.98=46.787Kw4.3.3 各轴的转矩T1=9550p1/n1=955053.361/590=863.724NmT2=9550p2/n2=955050.724/236=2052.602NmT3=9550p3/n3=955048.716/59=7885.386NmT4=9550p4/n4=955046.787/16.5=27079.748Nm5 齿轮设计 5.1 第一对齿轮(锥齿直齿轮)的设计材料：45#钢，渗碳淬火，表面硬度50HRC轴交角=90i=2.5 一级转速590r/min，二级转速236r/min查6表13-3-2 齿形角 =20，齿顶高系数ha*=1，顶隙系数C*=0.2齿数比=Z2/Z1=2.5由Z14 ，查6表13-3-7，Z1=24由=tan2=cot1 （5.1） 2=68.2，1=21.8（1）参数计算 查6表13-3-24，按接触强度计算 大端分度圆直径 d1=eZbZ （5.2） 1 锥齿轮类型几何系数e ，查6表13-3-25，取1100 2 Zb 变位后强度影响系数，查6表13-3-26，取1 3 齿宽比系数，查6表13-3-27，取1.683 4 KA使用系数，查6表13-1-81，取1 5 KH齿向载荷分布系数，查6表13-3-34 KH=1.5Kbe（取1.25） =1.875=KF 6 Hlim试验齿轮接触极限，查6表13-3-28，1180MPa d1=110011.683=143.45144mm d2=2.5d1=360mm 7 查6表13-3-27，齿宽系数R=1/3.5 齿宽b=RR （5.3） b=55.18255.2mm 8 锥距R=d1/2sin1=193.137 (5.4) 9 m=d/Z=143.45/24=5.977 (5.5) 查6表13-3-3，m=6 10齿高 h=（2ha*+C*）m=2.26=13.2 (5.6) 齿顶高 ha=mha*=6 齿根高 hf=h-ha=13.2-6=7.2 (5.7)（2）根据弯曲强度校核 （A）齿根应力F= （5.8） 1当量齿数Zv1=Z1/cos1=25.85 (5.9) Zv2=Z2/cos2=161.7253 2齿形系数YF ，查6表13-3-29，YF1=2.73，YF2=2.15 3应力修正系数 YS ，查6表:YS1=1.66，YS2=2.1 4载荷系数K，查6表13-3-35，K=1.1 F1=41.1863.72410002.731.663.5/91407.6735=245Mpa F2=F1YF2YS2/YF1YS1=244.1Mpa （B）许用齿根应力 1弯曲极限应力Flim，查6图13-1-53，Flim1=Flim2=750MPa 2 SF安全系数，查14表11.9，在1.31.4之间取1.35 3循环次数N1=60njLh=60590108240=6.7968108 (5.10) N2= N1/i1=2.71872108 查6表13-1-118 ，YN1=(3106/N1)0.02=0.9 (5.11) YN2=(3106/N2)0.02=0.914F1=YN1Flim1/SF=0.9750/1.35=500MPaF1 (5.12)F2=YN2Flim2/SF=0.914750/1.35=508MPaF2结论：故齿根弯曲强度校核合格。5.2 第二对齿轮(柱齿斜齿轮)的没计 材料：45#钢，渗碳淬火，表面硬度：50HRCp2=p11b=53.3610.970.98=50.724KwT2=9550p2/n2=955050.724/236=2052.602Nm （1）参数计算 按齿面接触疲劳强度计算 d1Ad （5.13） 1 查6表13-1-75，Ad=756 2 载荷系数K，查6表K=1.8 3 齿宽系数d，查6表13-1-79，取1.4 4 许用接触应力 H0.9Hlim=1062Mpa （5.14） i=4 d108 取d1=110mm，d2=4110=440mm a=275mm 5 查6表13-1-77，a=d/0.5（u+1）=0.5 （5.15） 6 mn=（0.0070.02）a=1.9255.5 ，取4.5 （5.16） 7 由公式=2255/4（1+4）=27.5 （5.17） 取Z1=27，Z2=108 =arccos=10.94 （5.18） 8 b=aa=0.5275=137.5mm （5.19）（2）弯曲强度校核 （A）齿根应力F= （5.20） 1当量齿数Zv1=Z1/cos3=28.527 （5.21） Zv2=Z2/cos3=114.11 2齿形系数YF，查6表13-1-38，YF1=2.58，YF2=2.15 3应力修正系数YS，查6表13-1-44 ，YS1=1.60，YS2=1.85 4载荷系数K，查6表13-3-35，K=1.8 F1=21.82052.60210002.581.60/137.54427=513.52MPa F2=F1YF2YS2/YF1YS1=494.8MPa （B）许用齿根应力 1弯曲极限应力Flim，查6图13-1-53，Flim1=Flim2=750MPa 2 SF安全系数，查14表11.9，在1.31.4之间取1.3 3循环次数N1=60njLh=60236108240=2.71872108 N2= N1/ i1=6.7968107 查6表13-1-118 ，YN1=(3106/N1)0.02=0.914 YN2=(3106/N2)0.02=0.94F1=YN1Flim1/SF=0.914750/1.3=527.3MPaF1F2=YN2Flim2/SF=0.94750/1.3=542.3MPaF2结论：故齿根弯曲强度校核合格。5.3 第三队齿轮(柱齿直齿轮)的设计 第三级为直齿圆柱齿轮传动材料：主动轮：20MnVB，渗碳淬火，硬度5662HRC从动轮：40Cr ，表面淬火，硬度5055HRCHlim1=1400Mpa ，Hlim2=1325MpaFlim1=1100Mpa ，Flim2=800Mpap3=p22b=50.7240.980.98=48.716KwT3=9550p2/n2=955050.724/236=7885.386Nm（1） 参数计算（按公式5.135.19计算） 按齿面接触疲劳强度计算 d1Ad 1查6表13-1-75 ，Ad=766 2载荷系数K，K=1.2 3齿宽系数d，查6表13-1-79，取1.4 4许用接触应力H0.9Hlim=1260Mpa i=3.575 d134.8 取d1=140mm， d2=3.575140=550mm a=320.25mm 5查6表13-1-77，a=d/0.5（u+1）=0.6 6 mn=（0.0070.02）a=2.241756.405 ，取5.5 7由公式=2255/4（1+4）=28 取Z1=28 ，Z2=100.1取100 8 b=aa=0.6320.25=180mm（2）弯曲强度校核（按公式5.205.21计算） （A）齿根应力F= 1当量齿数Zv1=Z1/cos3=28 Zv2=Z2/cos3=100 2齿形系数YF,查6表13-1-38，YF1=2.58，YF2=2.18 3应力修正系数 YS，查6表13-1-44 ，YS1=1.61，YS2=1.8 4载荷系数K，查6表13-3-35，K=1.2 F1=21.27885.38610002.581.61/180=623.8 F2=F1YF2YS2/YF1YS1=589.3 （B）许用齿根应力 1弯曲极限应力Flim，查6图13-1-53 ，Flim1=Flim2=750MPa 2 SF安全系数，查14表11.9，在1.31.4之间取1.3 3循环次数N1=60njLh=6059108240=6.7968107 N2= N1/ i1=1.9012107 查6表13-1-118 ，YN1=(3106/N1)0.02=0.94 YN2=(3106/N2)0.02=0.964F1=YN1Flim1/SF=0.9141100/1.3=795.37MPaF1F1=YN2Flim1/SF=0.964800/1.3=593.28MPaF2结论：故齿根弯曲强度校核合格。表5.1 齿轮相关系数一览表锥齿直齿轮柱齿斜齿轮柱齿直齿轮名称符号小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮模数m64.55.5齿形角202020顶隙系数C*5齿高系数h*111分度圆锥角21.868.2 螺旋角 10.94 （大端）分度圆直径d（mm）144360110440140550齿顶高ha（mm）64.55.5齿根高hf（mm）7.25.657齿顶圆直径da（mm）156372119449151561齿根圆直径df（mm）129.6345.698.3428.7136538 中心距a（mm） 275320.25锥距R 193.137 齿宽b（mm） 59142.5137.5195180齿厚s（mm）9.427.859.42齿槽宽e（mm）9.427.859.42齿距p（mm）18.8415.718.84齿数Z24602710828100当量齿数Zv25.85161.7328.527114.11281006 轴系零件的设计 6.1 轴的设计 确定轴的最小直径 查6表5-1-19 ，A0 =107118 根据扭转强度估算轴的最小直径的公式 （6.1）（1）轴的结构设计 A0=118 ，d=52.967mm 考虑键 d1=56mm图6.1 轴简图 确定各轴段直径和长度并填于下表6.1 表6.1 轴的尺寸轴段依据单位轴径d长度L1接联轴器、考虑键，直径增大3%5%，dmin=56（mm）56852装轴承（mm）取60813轴承定位（mm）80105.754装轴承（mm）6057.255装齿轮（mm）57836装圆螺母，固定齿轮（mm）5623（2）轴的结构设计 A0=118，d2=74 mm，取80mm图6.2 轴简图 确定各轴段直径和长度并填于下表6.2 表6.2 轴的尺寸轴段依据单位轴径d长度L1装轴承、挡油环、齿轮定位环（mm）80149.72齿轮（mm）120142.53装挡油环、轴承（mm）8056（3）轴的结构设计 A0=118，d3=111mm，取120mm图6.3 轴简图 确定各轴段直径和长度并填于下表6.3 表6.3 轴的尺寸轴段依据单位轴径d长度L1装挡油环、轴承（mm）120722齿轮（mm）1521953装轴承、挡油环、齿轮定位环（mm）120257（4）轴的结构设计 A0=110，d4=156mm考虑键，取160mm图6.4 轴简图 确定各轴段直径和长度并填于下表6.4 表6.4 轴的尺寸轴段依据单位轴径d长度L1接联轴器、考虑键，直径增大3%5%，dmin=160（mm）1602202装轴承并且延伸（mm）取1701583齿轮（mm）1881754定位轴肩（mm）230185空轴（mm）1601576定位轴肩（mm）190157轴承（mm）170926.2 轴的校核6.2.1 轴校核图6.5 齿轮受力分析齿轮上的圆周力 （6.2）小齿轮上的径向力Fr=Fttancos=5259.24N （6.3）小齿轮上的轴向力Fa=Fttansin=2103.55N （6.4）1、支反力、绘弯矩、扭矩图（1）画出轴的受力图6.6(a)（2）作水平面内的弯矩图6.6(b) 支点反支力 FH=Ft=15562.6N -截面弯矩MH1=FHL1=15562.666=1027131.6Nmm -截面弯矩MH2=FHL2=15562.695=1478447Nmm（3）作垂直面内的弯矩图，支点反支力6.6(c) FV1=Fr-Fad/L1=5259.24-2103.55111/66=1721.45N FV2=Fr-Fad/L2=5259.24-2103.55100/95=3044.98N 弯矩MV1=FV1L1=1891.666=124848Nmm 弯矩MV2=FV2L2=3044.9895=289273Nmm（4）作合成弯矩图6.6(d) M1=1034690.8Nmm M2=1506480.8Nmm（5）作扭矩图6.6(e) T1=9550p1/n1=955053.361/590=863.724Nm（6）作当量弯矩图6.6(f) 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6 Me1=1157217.3Nmm Me2=1593126.3Nmm图6.6 轴受力分析2按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：齿轮处的弯矩和扭矩均为最大，故齿 轮处最危险。（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度 查14表16.2得W=0.1d3，d1=57mm c2=Me2/W=85.3MPa （6.5） 查14表16.3 得 -1=90MPa,因此c2-1故安全。6.2.2 轴校核 图6.7 齿轮受力分析齿轮2上的圆周力 （6.6）齿轮2上的径向力Fr2=Fttancos=1819.3N （6.7）齿轮2上的轴向力Fa2=Fttansin=4548.6N （6.8）齿轮3上的圆周力齿轮3上的径向力齿轮3上的轴向力1、支反力、绘弯矩、扭矩图（1）垂直平面支反力6.8（a） FRVA =27646.85N FRVD=Ft3+Ft2-FRVA=37320+13459.7-27646.85=23132.85N（2）垂直平面弯矩图6.8（b） MVB=FRVAAB=27646.85109=3013506.65Nmm MVC=FRVDCD=23132.8578=1804362.3Nmm（3）水平平面支反力 =6963.8N =5051.7N（4）水平平面弯矩图6.8（c） MHB=FRHAAB=5051.7109=550640Nmm MHB=FRHAAB+Fa3d3/2=550640+7213.7110/2=947393.6Nmm MHC=FRHDCD=6963.878=543176.4Nmm MHC=FRHDCD-Fa2d2/2=543176.4-4848.6305/2=150485Nmm（5）合成弯矩图6.8（d） MB=3063401.2Nmm MB=3158920.2Nmm MC=1884347.1Nmm MC=1810626.7Nmm（6）扭矩图6.8（e） T2=9550p2/n2=955050.724/236=2052.602Nm（7）作当量弯矩图6.8（f） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6 Mca（B）=MB=3063401.2Nmm Mca(B)=3390504.4Nmm Mca（C）=MC=1884347.1Nmm Mca(C)=2189774.4Nmm图6.8 轴受力分析2按弯扭合成校核轴的强度 W=0.1d3，d1=80mm，d2=110mm。 查14表16.2得 B=Mca(B)/W=46.3MPa C=Mca(C)/W=23.7MPa 查14表16.3，得 -1=75MPa,因此c-1故安全。6.2.3 轴校核图6.9 齿轮受力分析齿轮4上的圆周力齿轮4上的径向力齿轮4上的轴向力齿轮5上的圆周力齿轮5上的径向力齿轮5上的轴向力Fa5=01、支反力、绘弯矩、扭矩图（1）垂直平面支反力6.10（a） FRVA =89041N FRVD=Ft5+Ft4-FRVA=112648+35842-89041=59449N（2）垂直平面弯矩图6.10（b） MVB=FRVAAB=89041138.5=12332178.5Nmm MVC=FRVDCD=59449131=7787819Nmm（3）水平平面支反力 =6070.9N =21642.7N（4）水平平面弯矩图6.10（c） MHB=FRHAAB=21642.7138.5=2997511.5Nmm MHB=FRHAAB+Fa5d5/2=2997511.5+119877.5140/2=11388936.5Nmm MHC=FrCD=41000.5131=5371065.5Nmm MHC=FrCD-Fa4d4/2=3174654-13286.89440/2=2447949.7Nmm（5）合成弯矩图6.10（d） MB=12341590.4Nmm MB=15192713Nmm MC=9460363Nmm MC=8163490.8Nmm（6）扭矩图6.10（e） T2=9550p2/n2=955050.724/236=2052.602Nm（7）作当量弯矩图6.10（f） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6 Mca（B）=MB=12341590.4Nmm Mca(B)=15912356Nmm Mca（C）=MC=8410026.9Nmm Mca(C)=9435419.1Nmm图6.10 轴受力分析2按弯扭合成校核轴的强度 W=0.1d3，d1=140mm，d2=120mm 查14表16.2得。 B=Mca(B)/W=58MPa C=Mca(C)/W=52.8MPa 查14表16.3，得 -1=75MPa,因此B-1故安全。6.2.4 轴校核 图6.11 齿轮受力分析齿轮6上的圆周力齿轮6上的径向力齿轮6上的轴向力Fa6=01、支反力、绘弯矩、扭矩图（1）作受力图6.12（a）（2）垂直面支反力 FRVA =74589.7N FRVD=Ft6-FRVA=108270.8-74589.7=33621.1N 垂直面弯矩图6.12（b） -左侧截面弯矩MVB=FRVABD=74589.7151=11263044.7Nmm 右侧MVB=FRVDCD=33621.1335=11263068.5Nmm MVBMVB=11263068.5Nmm -截面弯矩MVC=FRVDCD=33621.1331=8102685.1Nmm（3）作水平面内的弯矩图，支点反支力 水平面支反力 FRHA =27148.4N FRHD=Fr6-FRVA=39385.5-27148.4=12237.1N 水平平面弯矩图6.12(c) -左侧截面弯矩MHB=FRHABD=27148.4151=4099408.4Nmm 右侧MHB=FRHDCD=12237.1335=4099414.6Nmm MHBMHB=4099414.6Nmm -截面弯矩MHC=FRHDCD=12237.1331=2949131.1Nmm（4）作合成弯矩图6.12(d) M1=11985904.7Nmm M2=8622695.6Nmm（5）作扭矩图6.12(e) T4=9550p4/n4=955046.787/16.5=27079.748Nm（6）作当量弯矩图6.12(f) 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6 Me1=20190455.7Nmm Me2=18394115.1Nmm 图6.12 轴受力分析2按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：齿轮处的弯矩和扭矩均为最大，故齿轮处最危险。（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度 查14表16.2得W=0.1d3，d1=188mm c1=Me1/W=30.4MPa 查14表16.3 得 -1=75MPa,因此c1-1故安全。6.3 轴承、键和联轴器 6.3.1 轴承1、 轴承型号的选择查6表6-2-79，选择轴承型号如表6.5所示：表6.5轴承型号轴轴轴轴轴轴承型号33212352212E3301633124352934 X22、 轴承校核1、轴上的轴承 33112，Cr=165KN，Cr0=230KN 352212E，Cr=215KN，Cr0=330KN Y=1.5，Y0=0.8，e=0.4，a=23.1，T=30mm，n=3600按额定动载荷计算 Ft=15562.6N，Fr=5259.24N，Fa=2103.55N，dm=111mm ， L=166mm，l=66mm （1）跨距 L=L-2(a-T/2)=166-2（23.1-30/2）=149.8mm l=l+（a-T/2)=66+8.1=74.1mm （2)轴承1、2的径向反支力 1轴承水平分量 Fr1x=Ftl/L=15562.674.1/149.8=7698.2N 垂直分量 Fr1y=（Frl-Fadm/2）/L=(5259.2474.1-2103.55111/2)/149.8 =1822.2N 轴承的径向反支力Fr1=7911N (3)2轴承水平分量 Fr2x=Ft（l+L）/L=15562.6(74.1+149.8)/149.8=23260.8N 垂直分量Fr2y=（Fr（l+L）-Fadm）/L =（5259.24（74.1+149.8）-2103.55111)/149.86302N 轴承Fr2=24099N (4)计算轴承上的轴向载荷 内部轴向力Fs1=Fr1/2Y=2637N Fs2=Fr2/2Y=8033N Fs2+Fa=8033+2103.55=10136.55NFs1 Fa1=Fs2+Fa=8033+2103.55=10136.55N Fa2=Fs2=8033N (5)计算轴承当量动载荷 Fa1/Fr1=10136.55/7911=1.28e Fa2/Fr2=8033/24099=0.33e 查14表17.817.8，X1=X2=1，Y1=Y2=0，fp=1 P1=（X1Fr1+Y1Fa1）fp=79111=7911N P2=（X2Fr2+Y2Fa2）fp=240991=24099N (6)查14表17.10，取fT=1，Lh=10000h，n=590r/min,代入 C1=55847NCr1=118KN （6.9） C2=170126.51NCr2=215KN结论：故轴承352212E寿命合格 (7)静强度校核 计算当量静载荷 查14表17.12得X0=0.5，Y0=0.8 轴承 P01=X0Fr1+Y0Fa1=0.57911+0.810136.55=12064.74N 轴承 P02=X0Fr2+Y0Fa2=0.524099+0.88033=18475.9N 查14表17.13，取安全系数S0=1.2 工作额定静载荷C01=S0P01=1.212064.74=14477.7NCr01=172KN C02=S0P02=1.218475.9=22171NCr02=330KN结论：轴承352212E静强度校核合格。 2、轴上轴承 计算轴向力 33016，Cr=182KN，Cr0=305KN Y=2.2，Y0=1.2，e=0.28 附加轴向力S1=Fr1/2Y=1819.3/（22.2）=413.6N S2=Fr2/2Y=13834.8/（22.2）=3144.3N 轴承Fa1=S2+Fa=3144.3+4548.6=7692.9N Fa1/Fr1=4.2e P1=0.4Fr1+2.2Fa1=17089.6N 轴承 Fa2=S2=3144.3N Fa2/Fr2=0.23e P2=Fr2=13834.8N 查6表6-2-8表6-2-11得,fn=0.553，fd=1.8，fm=fT=1 fh1=3.27，fh2=4.02 查6表6-2-8,Lh1=26000hLh=10000h Lh2=50000Lh=10000h结论：故轴承33016寿命合格。 3、轴上轴承 计算轴向力 33124 ,Cr=448KN，Cr0=778KN，Y=1.5，Y0=0.8，e=0.4 附加轴向力S1=Fr1/2Y=13286.89/（21.5）=4428.96N S2=Fr2/2Y=41000.5/（21.5）=13666.83N 轴承 Fa1=S2+Fa=13666.83+6928=20594.8N Fa1/Fr1=1.55e P1=0.4Fr1+1.5Fa1=36207N 轴承 Fa2=S2=13666.83N Fa2/Fr2=0.33e P2=Fr2=41000.5N 查6表6-2-8表6-2-11得,fn=0.838，fd=1.8，fm=fT=1 fh1=5.7，fh2=5.0 查6表6-2-8,Lh1=100000hLh=10000h Lh2=100000Lh=10000h结论：故轴承33124寿命合格。4、轴上轴承 (1)寿命计算 352934 X2,Cr=395KN，Cr0=922KN 查14表17.9 ,fp=1.2 P=fpFr=1.239385.5=47262.6N 计算额定动载荷 查14表17.10取fT=1，Lh=10000h，n=16.5r/min, C1=101274.8NCr=395KN结论：故轴承352934 X2寿命合格。 （2）静强度校核 由14表17.13取安全系数S0=1.2 P0=Fr=39385.5N 工作额定静载荷C0=S0P0=1.239385.5=47262.6NCr01=992KN结论：故轴承352934 X2静强度合格。6.3.2 键联接的选择和校核 1、键的选择 查7表7-21，选用普通A型平键如表6.6：表6.6 键的尺寸轴径d（mm）565780120188160键宽b（mm）161622324540键高h（mm）101014183029键长l（mm）605570140160200 2、键的校核 查7表7-9和7-10轴P=2T103/(kld)=2863.724103/（56056)=102.7MPa=120MPa（k=h/2） P=2T1103/(kld)=2863.724103/(55557)=105MPa=120MPa轴 P=2T2103/(kld)=22052.602103/(77080)=104.7MPa=120MPa轴 P=2T3103/(kld)=27885.386103/(9140120)=104MPa=120MPa轴P=2T4103/(kld)=227079.748103/(15160188)=120MPa=120MPa P=2T4103/(kld)=227079.748103/(11200160)=117MPa=120MPa所以所选用的平键强度足够。6.3.3 联轴器的选择 （1）K:查65-2-2，取K=1.75T1=9550p1/n1=955053.361/590=863.724NmTe=KT=1.75863.724=1511.517Nmn=590r/min查6表5-2-39 选用膜片联轴器JM9（L=85mm，d=60mm） （2）取K=1.75T4=9550p4/n4=955046.787/16.5=27079.748NmTe=KT=1.7527079.748=47389.559Nmn=16.5r/min查6表5-2-41选用膜片联轴器JM23（L=220mm，d=160mm)7 箱体和附加零件设计7.1 箱体主要设计尺寸表7.1 箱体尺寸15名称计算依据计算过程计算结果（mm）箱座壁厚=（0.0250.03）a+812.7514.7取15箱盖壁厚11=（0.80.85）81212.75取13箱座凸缘厚度b1.51.515=22.522.5箱盖凸缘厚度b11.511.513=19.519.5箱座底凸缘厚度b22.52.515=37.537.5地脚螺栓直径df0.036a+1024.04取24地脚螺栓数目n6联接螺栓df的间距L430轴承旁联接螺栓直径d10.75df0.7524=18取18箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df（0.50.6）24=1214.4取16第一个轴的旁边联接螺栓d16轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df（0.40.5）24=9.612取12df、d1、d2（孔中心）至外箱壁距离C1查15表4.2Sf=27.5S1=22S2=20df、d1、d2（孔中心）至凸缘边缘距离C2查15表4.2Sf=27.5S1=22S2=20轴承旁凸台半径RR1=20， R2=22凸台高度h根据低速级轴承外座确定，以便于扳手操作为准。114114外箱壁至轴承座端面的距离LL1=B+5+18轴193轴44轴70轴90齿轮顶圆与内箱壁距离11.21.215=18取18齿轮端面与内箱壁距离21015取15取15箱盖、箱座肋厚mm0.85m=150.85m=14轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准SD2S1=185S2=237.5S3=308.88S4=335.257.2 附件的结构设计7.2.1 轴承端盖、调整垫片和密封圈(A) 轴承端盖的设计15轴承端盖是用来对轴承部件进行轴向固定，它承受轴向载荷，可以调整轴承间隙，并起密封作用。根据轴是否穿过端盖，轴承端盖分为透盖和闷盖两种。透盖中央有孔，轴的外伸端穿过此孔伸出箱体，穿过处需有密封装置。闷盖中央无孔，用在轴的非外伸端。如图7.1所示：图7.1 轴承端盖简图 d0=d3+1=13mm D0=D+2.5d3 D2=D+（55.5）d3 e=1.2d3=1.213=15.6mm，取16 s=2mm m由结构确定 D4=D-(1520)mm （1）轴 D0=D+2.5d3=120+2.512=150mm D2=D+（55.5）d3=185191.5 取185mm m由结构确定 m=20mm D4=D-(1520)mm=100-16=84mm b1由密封尺寸确定，取11mm （2）轴： D0=D+2.5d3=125+2.512=155mm D2=D+（55.5）d3=190197 取190mm m由结构确定 m=20mm D4=D-(1520)mm=125-16=109mm b1由密封尺寸确定，取10mm （3）轴： D0=D+2.5d3=200+2.512=230mm D2=D+（55.5）d3=265271.5取265mm m由结构确定 m=20mm D4=D-(1520)mm=200-16=184mm b1由密封尺寸确定，取10mm （4）轴： D0=D+2.5d3=230+2.515=260mm D2=D+（55.5）d3=295301.5取295mm m由结构确定 m=28.5mm D4=D-(1520)mm=230-16=214mm b1由密封尺寸确定，取15mm（B）调整垫片的设计 调整垫片的是用来调整轴承间隙或游隙以及轴的轴向位置。垫片组由多片厚度不同的垫片组成，使用时可根据调整需要组成不同的厚度。垫片的厚度取h=2mm，垫片材料为毛毡。如图7.2 图7.2 垫片简图15（C）密封圈 查15表18-37，采用毛毡圈 材料：半粗羊毛毡，结构如图7.3，尺寸如表7.2：图7.3 密封圈简图 表7.2 密封圈尺寸 毡 圈沟 槽d0Dbd轴（mm）6080761轴（mm）170192101737.2.2 轴轴承套杯和轴上圆螺母（A）轴承外直径D=100mm，轴承套壁厚10mm，与轴承端盖一起固定在箱体外壁结构，尺寸如图7.4所示： 图7.4轴承套杯15（B）圆螺母起定位、固定齿轮的作用选用M562，如图7.5所示。 图7.5 圆螺母尺寸157.2.3 挡油环挡油环：挡住溅进轴承的润滑油，结构如图7.6，尺寸如表7.3。 图7.7 定距轴环结构简图 图7.6 定距轴环简图表7.3 挡油环尺寸15数量abmD1D2D3D4轴(mm)103.38105769808